【発明の詳細な説明】
空調および／または冷却システム
の効率を最大にするための装置
１．発明の分野
本発明は、一般的には機械的冷却および空調の分野に関するものであり詳述す
ると圧縮形冷却および空調システムの効率を改善することに関する。
２．発明の背景
市販のフリーザ、冷蔵庫、空気調和機および他の圧縮形冷却システムの動作に
おいて、冷却容量をできるだけ最大にしそして全エネルギー消費量をできるだけ
最小限にすることが望ましい。詳述すると、圧縮機の圧縮比が低減されるときに
標準的に生ずる冷却容量の損失なく、できるだけ低い圧縮比においてシステムを
動作させることが必要である。これは「フラッシュガス」の形成を抑制すること
により達成される。フラッシュガスは、冷却システムの液冷媒線路における圧力
損失から生ずる液体冷媒の自発的なフラッシュまたは沸騰である。種々の技術が
フラッシュガス除去のため開発されている。ところが、フラッシュガス抑制のた
めの従来方法がエネルギー消費の増大によりシステム効率を相当に低減し得る。
図１は、スーパーマーケットのフリーザーにおいて典型的に使用されるタイプ
の従来の機械冷却システムを表
わす。詳述すると、圧縮器１０が冷媒蒸気を圧縮しそしてこれを線路２０を通じ
て凝縮器１１へ放出する。回転ファン３１により手助けされる熱の除去により、
凝縮器１１は冷媒蒸気を液体の状態へ凝縮する。液冷媒は次に線路２１を通じて
受け器１２へと流れる。受け器１２から、液冷媒は線路２２を通じて向流形熱交
換機（図示せず）へ流れる。交換器１３の通過後、冷媒は線路２３を経てサーモ
スタット膨張弁１４を通じて流れる。弁１４は、液冷媒をより低圧力の液体へと
膨張させ、しかしてこの低圧力液体は蒸発器１５へとそしてここを通じて流れ、
この蒸発器において、それは熱吸収蒸気へと蒸発する。弁１４は毛管３０によっ
て球ないしバルブ１６へ接続される。冷媒流れにより蒸発器１５において発生さ
れる温度の調整のため、バルブ１６は弁１４を絞る。蒸発器１５を通過するとき
に、膨張される冷媒は熱を吸収し、回転ファン３２により手助けされる蒸気状態
へと戻る。冷媒蒸気は引き続き線路２４を通じて圧縮器１０へと戻る。
冷媒を液体線路において液体状態に維持するために、凝縮器１１での冷媒温度
を最低の約９５°Ｆに維持することにより冷媒圧力は標準的には高レベルに維持
される。この最低凝縮温度は受け器１２かくして液体線路２２および２３におけ
る圧力レベルを冷媒のフラッシュ点または沸騰点よりも上に維持する。９５°Ｆ
の凝縮温度において、この圧力は、たとえば冷媒Ｒ１２について１２
５ＰＳＩ、冷媒Ｒ２２について１８５ＰＳＩそして冷媒Ｒ５０２について１８５
ＰＳＩであろう。これらの温度および圧力のレベルは線路２２および２３におけ
るフラッシュガス形成を抑制するのに十分であるが、圧縮器の高い放出圧力の使
用によりかかるレベルを維持する従来手段はシステム効率を限定してしまう。
種々の手段が上述の温度および圧力レベルの維持のために使用されている。た
とえば、図１は、線路２１のセンサ１７に接続のファンユニット３１を示す。セ
ンサ１７による制御で、凝縮器熱放散の調整のためファンユニット３１は凝縮器
温度または圧力に応答しそしてオンおよびオフを繰り返す。凝縮器の出力線路２
１における圧力応答バイパス弁１８もまた受け器１２における圧力レベルの維持
のために使用される。標準的には、線路２１ａから線路２１ｂへの冷媒の自由な
流れを可能にするよう弁１８は設定されている。凝縮器１１の出力線路における
圧力が所定の最低値よりも下に降下するとき、線２０からの圧縮冷媒蒸気がバイ
パス線路２０ａを通じて線路２１ｂへ流れるのを許容するように弁１８は動作す
る。線路２０から線路２１ｂへの蒸気付加は受け器１２、線路２２および２３に
おける圧力を増大させ、それによりフラッシュガスを抑制する。
上述のシステムはフラッシュガスを除去するが、エネルギー非能率的である。
第１に、９５°Ｆの凝縮器温度を維持することは圧縮器容量を限定しそしてエネ
ルギー
消費を増大する。９５°Ｆの温度レベルはフラッシュガスの回避のために十分な
圧力を維持するけれども、結果的に得られるシステムにおける高められた圧力が
、圧縮器仕事負荷を増大する凝縮器背圧を発生する。さらに、弁１８による線路
２０から線路２１への熱い被圧縮蒸気の放出は受け器における冷媒比熱を増大す
る。付加熱は、フラッシュガス形成の制御ないし統制のためさらに高い圧力を必
要としそして冷媒の冷却容量を低減し、これらは両方とも効率を低減する。
フラッシュガス抑制のための別の方法が液体冷媒をその沸騰点よりも実質的に
下の温度へ冷却することである。図１に示されるごとく、過冷却ユニット４０が
この目的のために線路２２において使用される。ところが、過冷却ユニットは追
加の機械類およびパワーを要求し、設備および作動コストを増大させそして全動
作効率を低減させる。
冷却システム動作の制御のための他の方法が、Englishに対する米国特許第3,7
42,726号明細書、Kramerに対する米国特許第4,068,494号明細書、Osborneに対す
る米国特許第3,589,140号明細書およびRossに対する米国特許第3,988,904号明細
書に教示されている。たとえば、Rossは、システムにおけるガス状冷媒圧力の増
大のため、特別のあるいは余分の圧縮器の使用を教示する。高圧力ガス冷媒は順
次、システムの種々の部分を通じて液体冷媒を強制するのに使用される。ところ
が、これらの
システムはそれぞれ複雑でありそして既存システムの変更のため大規模な新規設
備購入を要求する。購入およびこれらの方法の動作に含まれる出費は通常、パワ
ーコストにおける節約に対して負担がかかり過ぎる。
液体管路におけるフラッシュガス形成を統制するより最近の方法がR.Hydeによ
る米国特許第4,599,873号明細書において開示された。この方法は、図２に示さ
れるごとく液体線路に配置の磁気結合される遠心ポンプの使用を含む。図２は、
蒸気線路１１４、凝縮器１１６、ファンユニット１１８、液体線路１２０、受け
器１２２、ポンプ１２４および１２５、液体線路１２６、熱交換器１２８、液体
線路１２９、弁１３０、線路１３１、制御部１３２、蒸発器１３４、ファンユニ
ット１３８および蒸気線路１４０を図示する。この方法の目的は、周囲温度が低
下するときシステム凝縮圧力および温度が低減されるのを許容することによりシ
ステム効率を改善することである。液体線路が凝縮器１１６または受け器１２２
から退出するところの部位において、遠心ポンプ１２４が、圧縮器馬力の使用な
しに液体線路１２６に圧力を付加する。圧力付加のために遠心ポンプを使用する
この方法は、液体線路において形成するフラッシュガス量を低減するが、これを
全て除去しない。
さらに、図３の遠心ポンプ曲線の調査によって、流れが増大するとき遠心ポン
プにより付加される圧力が低減することが分かる。ところで、液体線路を通ずる
冷媒液
体流れが増大するとき、液体線路における圧力降下は速度の二乗によって増大す
る。図４に図示のごとき効果のこの組合せは、遠心ポンプをして図４の点Ａより
も下の一定の低流れ条件の間のフラッシュガス形成を低減せしめるだけである。
冷媒流れが高負荷条件において増大しそして遠心ポンプにより付加される圧力が
減少するとき、フラッシュガス形成が再び増大し始めそしてシステム容量が最も
必要とされるときにこれが失われる。
上述の遠心ポンプ作動方法の別の欠陥は、遠心ポンプが液体線路自体に配置さ
れることである。もし遠心ポンプが何らかの理由で適当に作動し損なうならば、
それは、冷媒液体流れに対する障害物となり冷却システム動作に重大な障害を与
える。
ところで、上述の遠心ポンプ作動方法の最も重大な欠陥は、凝縮器１１６また
は受け器１２２の出口における冷媒状態により引き起こされる。システムにおけ
るこの場所での液体冷媒は普通、飽和点またはこれに非常に近い場所にある。不
完全凝縮またはポンプ吸引により引き起こされる軽微な圧力降下または他のいず
れかの理由により遠心ポンプ入口において形成するいずれの蒸気も遠心ポンプを
してキャビテーションまたはベーパーロックを生ぜしめそしてプライムを失わせ
る。これは、システムが停止されそして再び始動されるまで、遠心ポンプを役に
立たなくし、そしてポンプ寿命および信頼性を非常に害する。冷却システムのた
えず変化する動作条件によ
りこれは相当な規則正しさで生じ得る。
機械的空調および冷却の分野に関するシステム最適化に関係した別途の進歩が
R.Hydeによる米国特許第5,150,580号明細書によっても教示されている。図２に
図示されるこの進歩は、液体線路１２６における遠心ポンプ１２４の出口から、
液体線路における遠心ポンプ１２４の付加圧力により導管１３６を経て圧縮器放
出線路１１４へ注入されるある小量の液冷媒移動を含む。放出線路へのこの液体
注入の目的は、圧縮器放出蒸気が凝縮器に達する前に圧縮器放出蒸気温度を下げ
（desuperheat）、凝縮器圧力を低減しそれにより圧縮器放出圧力を低減するこ
とである。この進歩は、空調システムが最もよく働きそしてシステム圧力が最も
高いときに、高い周囲温度にてシステム効率を改善することであるといわれる。
ところで、より高い負荷においてシステム圧力が増大しそして冷媒流量が増大
するとき、増大された冷媒流量が凝縮器を通じてより大きな圧力損失を招く。と
ころで、この同じ増大された流量によって、より小さな圧力が液体線路１２６の
遠心ポンプ１２４によって液体に付加されるようにする。こうして、より少ない
液体が導管１３６を通じて圧縮器放出線路へバイパスされそしてもっと多くの低
減が必要とされるときにより小さな過熱量しか除去されない。そして、ある点に
おいて、凝縮器を通ずる圧力損失は遠心ポンプによる付加圧力よりも大きくそし
てそして効果は全く失われる。
システム効率改善がシステム構成や冷媒流量や蒸気量にかかわらず一定のそし
て信頼性あるベースで実現されるのであれば、フラッシュガス形成の完全な除去
のため液体線路１２６における安定した圧力増大をそして同様に圧縮器放出蒸気
温度の十分な低減のため液体注入線路１３６における安定した圧力増大を提供す
る必要性が残っている。
さらに、圧縮器のエネルギー消費は凝縮温度の低減とともに低下するので、そ
して上述の技術の目的ができるだけ低い凝縮温度／放出圧力にてシステムを作動
することであるので、特に高い周囲温度時間中に凝縮温度を低減する別途の必要
性が存在する。これは、従来空冷凝縮器の代わりに水冷凝縮器を使用することに
より達成されていた。水冷凝縮器は、最初の設備として使用されるとき、空冷凝
縮器よりもさらに一層高価でありそして重量がある。水冷凝縮器の使用はさらに
水処理および処分の問題を含む。これら重み、コストおよび水品質の問題は、空
冷凝縮器を水冷凝縮器と交換することが望まれるときにさらに大きな制限でもあ
る。空冷凝縮器を水冷凝縮器に変更するための簡単かつ効果的な方法を開発する
必要性がこのとき存在する。
本発明の目的は、
１）高いシステム圧力を不必要に維持することなくそして液体線路を通ずる冷
媒流れを妨害する可能性なく、フラッシュガス形成の抑制のため液体線路におい
て圧力
を確実にそして不断に増大する、
２）凝縮器において熱伝達をできるだけ最大にするために、正しい液体量を圧
縮器放出線路へ確実にそして不断に注入する、
３）システム構成または冷媒流量に拘らず一定のそして制御されるそして信頼
性のあるベースで圧縮器型冷却および空調システムの動作効率を改善する、
４）システム構成または冷媒流量に拘らず一定のそして制御されるそして信頼
性のあるベースにおいて冷却および空調システムの冷却容量をできるだけ最大に
する、
５）システム構成または冷媒流量に拘らず、冷却容量および効率を損なうこと
なく冷却および空調システムにおけるフラッシュガス形成を経済的にそして不断
に抑制する、
６）大きな重量、高いコストおよび高い水品質の問題なしに水冷凝縮器の利益
の達成のため空冷凝縮器を経済的にそして信頼性高く変更し、低頭部圧力の動作
の利益を敷衍する目的のために、高い周囲温度期間中、凝縮温度／圧縮器放出圧
力を低減する、
７）システム構成または冷媒流量に拘らず信頼性のあるそして制御可能なベー
スで上述の目的を達成するため、既存の冷却システムを廉価に改装する方法を提
供する、
８）負荷との適合のためいくらかの負荷解除の能力を
有する大きな冷却または空調システムにおいて冷媒流量との整合のためポンプ作
動装置の流量を自動的に低減する方法を提供することであり、
９）なお、上記目的は、設置されるポンプ作動機構または凝縮器冷却機構の故
障の場合にはシステムに不利益を与えない方法で満足されねばならず、
９）さらに、液体が飽和状態またはその近くにあるので、上記目的はポンプ作
動配列入口の液体におけるいくらかの蒸気の存在に拘らず確実に満足されねばな
らず、
１０）さらに、上記目的は、当技術分野において見出される広範なシステム構成
の大部分を満足するよう調整され得る方法で満たされねばならない。
本発明は、システム構成または冷媒流量に拘らずフラッシュガス形成を抑制し
そしてエネルギ効率をできるだけ最大にする方法で作動される冷却または空調シ
ステムを提供する。
本発明は、水冷凝縮器に関連付けられる重量、コストおよび水品質の問題なく
、水冷凝縮器の利益を達成するために、空冷凝縮器の改良物を別途提供する。
本発明の上述の目的そして他の目的、特徴および利益は添付図面を参照しつつ
以下の好ましい実施例の詳細な説明から容易に理解されよう。
３．発明の要約
図５におけるごとく、冷却システムの液体線路に平行
な導管配列に配置される駆動モータに磁気的に結合される容量形ポンプの使用を
本発明は必要とする。この平行導管配列はさらに平行なポンプおよび管配列によ
り液体線路に付加される圧力量を調整する圧力調整弁をも含む。さらに、液体線
路に付加される圧力差を維持するために逆止め弁が液体線路内に配置される。液
体冷媒流量の変化に拘らず、一定の予め定められた圧力が液体線路へ付加される
のを許容するために、この平行な管配列が望ましい。さらに、平行管配列は、ポ
ンプ故障の場合に液体線路の妨害なしにシステムが動作するのを許容する。
なお圧縮器放出蒸気の温度を低減する目的のために、液体線路と圧縮器放出線
路との間に接続される液体注入線路にポンプが付加される。このポンプは、圧縮
器放出蒸気の温度を十分に低減するために、圧縮器放出線路へ向かう液体冷媒の
一定流れを保証する。好ましい方法は、容量形ポンプの使用を必要とするが、任
意の適当なポンプ作動方法が使用され得る。
さらに、上述のポンプは可変速度駆動機構により制御され得る。可変速度制御
機構は２つの（2）温度センサにより制御される。一方の温度センサは凝縮器に
おける冷媒の飽和温度の感知のため凝縮器の側に配置される。他方の温度センサ
は、放出線路における過熱量の感知のため圧縮器放出線路への液体注入点の下流
の凝縮器入口に配置される。液体注入線路に配置のポンプ速度は、圧縮
器放出蒸気中に存在する過熱量または冷媒流量に拘らず、凝縮器における最適な
熱伝達のために圧縮器放出蒸気温度を適当に低減するのにちょうど適当な量の放
出線路への液体注入量を提供するために、感知温度差によって取付け可変速度駆
動機構により変化される。
さらに、本発明は、凝縮器投入空気流れに入るとき迅速に蒸発する微細な調整
水しぶきの発生のため正確に制御される超音波噴霧器の使用を必要とする。微細
な水の霧状物は、霧状物の蒸発による凝縮器投入空気温度の低減のためそして凝
縮器を乾上がらせるであろうどんな過剰も発生することなく凝縮器巻き面を湿潤
させるため、制御される。霧状物の目的は、凝縮器投入空気温度を湿球温度まで
低下させそれによりシステムの凝縮温度／圧力を低減することである。
４．図面の説明
図１は上述のごとき典型的な冷却システムの概略図である。
図２は、温度低減のための液体注入を含む上述のごとき従来技術を含む冷却シ
ステムの概略図である。
図３は付加圧力対流量の関係を図示する典型的な遠心ポンプ曲線図である。
図４は、遠心ポンプ曲線が重畳された状態で管系を通ずる圧力損失と流量との
関係を示す図である。
図５は本発明を含む冷却システムの概略図である。
図６は、本発明による容量形ポンプ、圧力差調整弁お
よび逆止め弁を有する平行管配列の詳細図である。
図７は、自由選択の好ましい制御方法を含む液体注入線路へ圧力を付加する好
ましい方法の詳細図である。
図８は、負荷解除能力を有する大きなシステムにおいて冷媒流量変化との整合
のために使用される二重ポンプ作動配列の図である。
図９は、前に空冷された凝縮器の凝縮器投入空気流れにおける超音波噴霧配列
図である。
図１０は本発明のポンプ（複数）の好ましい実施例の分解図である。
５．好ましい実施例の詳細な説明
図５を参照すると、閉回路圧縮型冷却システムが、閉ループ型冷媒回路を定め
る導管により直列に接続される圧縮器１０、凝縮器１１、自由選択の受け器１２
、膨張弁１４および蒸発器１５を含む。冷媒ガスが圧縮器ユニット１０により圧
縮されそして放出線路２０を通じて凝縮器１１へ経路指定される。ファン３１が
凝縮器１１からの熱放散を助長する。別のファン３２が蒸発器１５における液冷
媒の蒸発を助ける。圧縮器１０は圧力Ｐ１の暖かい冷媒蒸気を受け取りそしてこ
れを圧縮しそしてその圧力をより高い圧力Ｐ２まで高める。凝縮器は被圧縮冷媒
ガスを冷却しそして低減圧力Ｐ３にてガスを液体へと凝縮する。システムに受け
器が現在ある場合には、液化冷媒は、凝縮器１１から線路２１を通じて受け器１
２へ流れる。もしシステムに受け器がなければ、凝縮冷媒
は直接液体線路２２へ流れる。受け器１２は順次液冷媒を液体線路２２に放出す
る。
図６は、ポンプ頭部に磁気結合される電気モータ４２により駆動され、液体線
路２２内の液冷媒を増大された圧力Ｐ４まで加圧するために、受け器または凝縮
器出口において液体線路２２に平行な導管配列６０内に位置付けの容量形ポンプ
４１を図示する。この平行管配列６０はさらに、冷媒流量または蒸気量に拘らず
一定付加圧力（Ｐ４−Ｐ３）の提供のため、図６に図示のごとく配置される逆止
め弁４６と圧力差調整弁４５を含む。線路２２と線路２３との間の圧力差の維持
のため逆止め弁４７が液体線路２２に付加される（図７参照）。調整可能な圧力
調整弁４５もまた、要求圧力差との正確な適合のためにまたは付加圧力差におい
て必要とされ得る変化の促進のために使用され得る。調整弁４５（図６）の圧力
差はシステムに付加される圧力の量を決定する。異なる圧力差弁を使用すること
によりまたは必要に応じ弁を特定圧力まで調整することにより、異なるシステム
構成ごとに異なる圧力量が必要に応じ液体線路２２に付加され得る。システム流
量が導管２２において変化するとき、より多くのまたはより少ない冷媒流れが平
行導管２２ａ（図６）および圧力調整弁４５を流れ、平行管配列６０の中へのそ
して平行管配列６０の中からの冷媒流れが導管２２および２３を通ずる流量と常
に適合しそして圧力差（Ｐ４−Ｐ３）は一定に留まる。
液冷媒は、平行管配列６０から液体線路２３（図７）へ流れる。圧縮器放出蒸
気温度の低減のため、液冷媒のいくらかは導管２５およびポンプ４３を通じて圧
縮器放出線路２０へ流れる。ポンプ４３は可変速度駆動部４４により制御される
容量形ポンプとするのが好ましい。ポンプ速度は、測温体４９（bulb）により感
知されるごとき凝縮器１１における冷媒凝縮温度と測温体４８により感知される
ごとき線路２０における過熱冷媒温度との間の温度差により決定される。
平行管配列６０からの液冷媒の残りは線路を通じてそして自由選択の向流形熱
交換器（図示せず）を通じてサーモスタット膨張弁１４へ流れる。サーモスタッ
ト膨張弁１４は、液冷媒を蒸発器１５へ膨張させそして冷媒圧力をＰ１近傍まで
低減する。弁１４を通ずる冷媒流れが、蒸発器１５の出力部にて線路２４内に位
置付けの温度感知球１６により制御される。弁１４を通ずる冷媒流れ速度を制御
し蒸発器１５における負荷と適合させるため、毛管３０が感知球１６を弁１４に
接続する。膨張冷奴は、蒸発器１５を通り、ファン３２により手助けされて冷却
領域から熱を吸収する。膨張せられそして暖められた蒸気が圧力Ｐ１にて線路２
４を通じ圧縮器１０へ戻されそしてサイクルが繰り返される。
ポンプ４１および圧力調整管配列６０は受け器１２または凝縮器１１の出口に
できるだけ接近して配置されるのが好ましく、そして新規設備の多量の購入なく
既存の
システムに容易に設置され得る。ポンプ４１は、液体線路２３（図７）における
フラッシュガス形成の除去のためどのくらいの圧力が必要であるかによって液冷
媒圧力Ｐ３を増大するために十分な容量とされねばならない。ポンプはさらに線
路２２において入って来る液冷媒におけるいくらかの蒸気の存在に拘らず一定圧
力を液体線路に付加できなくてはならない。平行管配列６０に配置の圧力調整弁
および容量形ポンプは、最も効果的にかつ経済的にそして確実にこの能力を提供
する。
ポンプ４１はさらに、弁１４が閉鎖されている条件を含む弁１４からの可変冷
媒放出速度条件の下で一定圧力を液体線路に付加できなければならない。
冷媒流量が有意に変化するシステムにおいて、ポンプ作動配列は類似量だけそ
の流量を変化できなければならない。これらの場合において、図８の二重ポンプ
作動配列が使用される。二重ポンプ作動配列は、並列に管が設備される２つのポ
ンプからなり、単一速度、二速度または可変速度のいずれかのモータと冷媒回路
における冷媒流量に適合するよう一つまたは両方のポンプの速度を調整できる制
御機構をそれぞれのポンプが有する。この二重ポンプ作動配列は、冷媒流量の有
意な低減のため負荷解除能力を有する圧縮器または複合圧縮器を有するシステム
において標準的に使用される。二重ポンプ作動配列の制御部は、圧縮器負荷への
適合とそれによる冷媒流量への適合のためポンプまたはポンプ速度を調整するた
め
のシステム制御に取り組む。
より高い外側周囲温度条件の間、図９に図示のごとき超音波噴霧装置は周囲温
度に設定の調整可能温度制御部により賦活されるであろう。噴霧装置は、蒸気化
凝縮器の性能を模擬するため従来の空冷凝縮器の凝縮器投入空気温度を乾球温度
から湿球温度まで低減するであろう。投入空気温度のこの低減は、低下された凝
縮器温度／圧力を生じ、かくして高い外側周囲条件の間、圧縮器エネルギー消費
を低減するであろう。
図５を参照すると、圧縮器１０が冷媒蒸気を圧縮し、冷媒蒸気は引き続き放出
線路２０を通り凝縮器１１へ移動する。凝縮器１１において、圧力Ｐ２において
、熱交換器を横切る周囲空気流または水流の使用により、熱が除去されそして蒸
気は液化される。凝縮器１１において、温度及び圧力レベルは、空冷システムに
おいては周囲空気温度とともにまたは水冷システムにおいては水の温度とともに
、前に約９５°Ｆに設定されている最低凝縮圧力／温度まで揺動するのが許容さ
れる。この前に設定の最低凝縮温度は液体線路２２におけるフラッシュガス形成
を阻止するために必要である。前に設定の最低値は、凝縮器からの熱伝達の低減
のため凝縮器１１の熱交換器を横切る空気流または水流の低減により維持される
。さらに凝縮温度を低減することは以下の２つの方法、すなわち
１）圧縮器１０のより低い圧力差は式Ｖc＝１＋Ｃ−
Ｃ*（Ｖ1／Ｖ2）｛ここで、Ｖcは体積効率、Ｃは圧縮器の隙間比、Ｖ1は圧縮の
始まりにおける冷媒蒸気の比体積、Ｖ2は圧縮の終わりにおける冷媒蒸気の比体
積である｝にしたがって圧縮器の体積効率を増大するそして、
２）凝縮器出口におけるより低い液冷媒温度は蒸発器においてより大きな冷却
効果を生ずることによりシステム効率を増大する。
この前に設定の最低値よりも低く凝縮温度を低減することのマイナスの効果が
液体線路２３（図７）におけるフラッシュガス形成であり、このフラッシュガス
は、膨張弁１４を通過するとき、蒸発器１５の正味冷却効果を低減した。正味結
果は圧縮器による単位時間当りのエネルギ消費量の低減であったが、圧縮器ラン
時間増大を招く同時発生のシステムの縮小容量が正味エネルギの無節約を生ずる
。
冷媒または空調システムが図５におけるごとく本発明で修正されるとき、最低
凝縮温度および圧力は、ポンプ４１および平行管配列により液体線路へ付加され
る圧力により上述の容量損失なく有意に低減され得る。凝縮器の冷却のために使
用される周囲空気温度または水温度が低下するとき、圧縮器効率は向上し、蒸発
器容量は増大する。なぜなら、フラッシュガスが液体線路内に形成することが許
容されないからである。一年中動作するそして冷却装置周囲温度を利用できる冷
却システムでこれは
最も有益である。
周囲空気温度または冷却水温度が増大するとき、冷却または空調システムの凝
縮温度及び圧力も増大しそして効率が低減される。空調および冷却システムが最
大容量またはその近傍にあるこれらの高い周囲条件において効率を改善するため
に、液冷媒が液体線路２３（図７）から圧縮器放出線路２０へバイパスされる。
冷媒が凝縮器１１を通過するときいくらかの量の圧力損失があり、凝縮器出口圧
力Ｐ３を入口圧力Ｐ２よりも低くなるので、液体線路２３から放出線路２０へ向
う液体の流れを保証するために十分な圧力を付加するためにポンプが必要とされ
る。好ましい方法は、過熱圧縮器放出蒸気温度Ｔ２と凝縮温度Ｔ３との間の温度
差により制御されるそして可変速度駆動部により駆動される容量形ポンプを使用
することである。温度差が大きくなると、過熱量の低減のため、可変速度駆動部
が容量形ポンプをしてより多くの液体を放出線路２０へポンプ注入せしめるであ
ろう。過熱温度および凝縮温度が同じとき、凝縮器に入る冷媒蒸気は飽和点にあ
りそして容量形ポンプ速度は、条件の維持のため、あらかじめ設定された速度へ
と安定化するであろう。
過熱量抑制のこの方法は、飽和状態で冷媒蒸気が凝縮器に入り、熱伝達のため
の最適条件を生じ、それにより凝縮器効率を最適化するのを保証する。本発明の
この部分はより高い周囲温度にて最も有益である。
さらに、高い周囲温度で空冷凝縮器効率をさらに改善する方法が凝縮器投入空
気温度を乾球温度から湿球温度まで低減するための上述の超音波噴霧器の使用に
よるものである。超音波噴霧装置は、蒸発発生凝縮器の性能の模擬のため、１０
ミクロン寸法の制御された霧状物を前に空冷された凝縮器の投入空気流へ分配し
よう。この霧状物の量は、投入空気流を飽和させるために十分な霧状物量ちょう
どの分配のために、凝縮器負荷、投入空気温度および／または湿球温度降下とと
もに、変化されるであろう。これは、蒸発発生凝縮器に現在関連付けられる他の
水ポンプ、排水皿、排水だめ、水処置またはブローダウンに対する必要性なしに
、投入空気温度を乾球温度から湿球温度まで低減することの利益を実現するであ
ろう。
図１０を参照すると、本発明のポンプは、外部駆動用磁石２００と静止カップ
２０１とＯリング密封部材２０２とを含む。ポンプは、内部駆動磁石２０３、回
転子組立体２０４および羽根２０５を別途含む。ポンプは別途Ｏリング密封部材
２０６および黄銅ヘッド部材２０７を別途含む。
本発明の両方の部分が一緒にされると、両方の部分が動作条件および温度の全
範囲にわたりシステム性能および効率を改善する。
冷媒をポンプ輸送するための容量形ポンプとして磁気結合形回転羽根ポンプの
使用は驚くほど効果的であるこ
とが分かりそして驚くほどの長寿命を示すことが分かった。羽根が適正に設置さ
れそして密封される程度まで摩耗されると、後続の摩耗はほとんど無視できる。
この発見は、非圧縮形冷却サイクルにおける冷媒のポンプ輸送のため容量形ポン
プとしての磁気結合形回転羽根ポンプの非常に効果的な使用を招く。この適用は
、（本発明の手助けを有するのが好ましい）圧縮器型冷却サイクルが、低エネル
ギコスト期間中には（たとえば氷状物の形式で）冷媒を蓄えるのに使用されそれ
から圧縮器がピークエネルギコスト期間中には停止されるときに特に効果的であ
る。ピークエネルギコスト期間中に空調空間を冷却するために、ピーク期間中、
本発明の磁気結合形回転羽根ポンプは、氷状物を介して同様の冷媒を同様の導管
および同様の冷却巻き（蒸発器）を通じて循環する。
本発明の別の様相が、容量形ポンプのための始動トルク制御手段の使用である
。標準的には、容量形ポンプが空調または冷却システムの液体線路に位置付けら
れるとき、これを駆動する電気モータは、圧縮器が賦活されるときに賦活される
。始動の際にポンプヘッド部が冷媒で満ちているとき（これは通常の場合である
）、これは２つの問題を発生する。第１には、ポンプが圧力を液体に付加してい
る間に、ポンプヘッド部に速度をもたらすために過剰のトルクが要求される。第
２には、ポンプ回転子の迅速な加速が、ポンプに損傷を与え得る一時的なしかし
重大なキャビテーションを招く。
両方の問題に対する解決法がモータおよびポンプを動作速度までゆっくりと立
ち上げることである。「ソフト始動装置」と呼ばれる装置の使用によりこれは達
成され得る。この装置はモータを、その設計に依存して、１秒またはそれ以上の
期間にわたりモータをフルスピードまで持って来る。
通常の始動の際に、標準電気モータが、１秒未満で、０R.P.M.からそのフルス
ピード3450R.P.M.まで動く。かかるモータがほぼ飽和状態で液体で満ちている容
量形ポンプに結合されているとき、これは過剰トルク要求とキャビテーションを
招く。もしモータおよびポンプヘッドの加速が、好ましくはたとえば２秒と８秒
との間に速度に達するように緩慢にされるのであれば、過剰トルクおよびキャビ
テーションの問題は避けられる。
始動の際の加速変化は、以下のいくつかの手段、すなわち、
１．電気モータと直列状態の誘導コイルを使用すること、
２．より低い始動トルクそれゆえゆっくりした始動速度を与えるようにモータ
巻線を設計し直すこと、または、
３．標準的なモータへの電圧を変化させる別個の「ソフト始動」用電子部品を
モータへ装着すること、
により達成される。
本発明をその好ましい実施例について叙述したけれど
も、当業者であれば、本発明の技術思想から逸脱することなく種々の軽微な変更
および修正が可能であることは明らかであろう。これらの変更及び修正は以下の
請求の範囲に記載の本発明の技術的思想の範囲内に包摂されるべきものである。Detailed Description of the Invention
Air conditioning and / or cooling system
Equipment for maximizing the efficiency of
1. Field of the invention
The present invention relates generally to the field of mechanical cooling and air conditioning and will be described in detail.
And to improve the efficiency of compression cooling and air conditioning systems.
2. BACKGROUND OF THE INVENTION
For operation of off-the-shelf freezers, refrigerators, air conditioners and other compression cooling systems
To maximize cooling capacity and total energy consumption
It is desirable to minimize it. In detail, when the compression ratio of the compressor is reduced
Allows the system to operate at the lowest compression ratio possible without the loss of cooling capacity that typically occurs.
It is necessary to operate. This suppresses the formation of "flash gas"
Achieved by Flash gas is the pressure in the liquid refrigerant line of the cooling system
The spontaneous flashing or boiling of liquid refrigerant resulting from loss. Various technologies
Developed for flash gas removal. However, the suppression of flash gas
Conventional methods for reducing system efficiency can be significantly reduced due to increased energy consumption.
Figure 1 shows the types typically used in supermarket freezers.
The conventional mechanical cooling system of
I forgot. Specifically, the compressor 10 compresses the refrigerant vapor and passes it through line 20.
And discharges it to the condenser 11. With the removal of heat assisted by the rotating fan 31,
The condenser 11 condenses the refrigerant vapor into a liquid state. The liquid refrigerant then passes through line 21
It flows to the receiver 12. From the receiver 12, the liquid refrigerant flows through the line 22 in a countercurrent heat exchanger.
It flows to the exchange (not shown). After passing through the exchanger 13, the refrigerant passes through the line 23 and is cooled by the thermostat.
It flows through the stat expansion valve 14. The valve 14 turns the liquid refrigerant into a lower pressure liquid.
Expand, so that this low pressure liquid flows to and through the evaporator 15,
In this evaporator it evaporates to heat absorbing vapor. Valve 14 is by capillary 30
Connected to the bulb or valve 16. Generated in the evaporator 15 by the flow of refrigerant
The valve 16 throttles the valve 14 in order to adjust the temperature to be controlled. When passing through the evaporator 15
In addition, the expanded refrigerant absorbs heat and is in a vapor state that is assisted by the rotating fan 32.
Return to. Refrigerant vapor continues through line 24 back to compressor 10.
In order to maintain the refrigerant in the liquid state in the liquid line, the refrigerant temperature in the condenser 11
Refrigerant pressure is typically maintained at a high level by maintaining a minimum of about 95 ° F
Is done. This minimum condensing temperature is only in the receiver 12 and thus in the liquid lines 22 and 23.
The pressure level above the refrigerant flash or boiling point. 95 ° F
At a condensation temperature of, this pressure is, for example, 12 for refrigerant R12.
5 PSI, 185 PSI for refrigerant R22 and 185 for refrigerant R502
It will be PSI. These temperature and pressure levels should be kept on lines 22 and 23.
Is sufficient to suppress flash gas formation due to
Conventional means of maintaining such levels by use limit system efficiency.
Various means have been used to maintain the temperature and pressure levels mentioned above. Was
For example, FIG. 1 shows a fan unit 31 connected to a sensor 17 on a line 21. C
The fan unit 31 is controlled by the sensor 17 to adjust the heat dissipation of the condenser.
Responds to temperature or pressure and cycles on and off. Output line 2 of condenser
The pressure responsive bypass valve 18 in 1 also maintains the pressure level in the receiver 12.
Used for As a standard, free refrigerant from the line 21a to the line 21b
The valve 18 is set to allow flow. In the output line of the condenser 11
When the pressure drops below a predetermined minimum value, the compressed refrigerant vapor from line 20 is bypassed.
The valve 18 operates to allow flow through line 20a to line 21b.
You. Add steam from line 20 to line 21b to receiver 12, lines 22 and 23
Increase the pressure in the chamber, thereby suppressing the flash gas.
The system described above removes flash gas but is energy inefficient.
First, maintaining a condenser temperature of 95 ° F limits compressor capacity and energy consumption.
Rugie
Increase consumption. 95 ° F temperature level is sufficient to avoid flash gas
Maintains pressure but increases pressure in the resulting system
, Generate condenser back pressure, which increases the compressor work load. Furthermore, the line with the valve 18
Release of hot compressed vapor from 20 to line 21 increases refrigerant specific heat in the receiver
You. The additional heat requires higher pressures to control or regulate flash gas formation.
And reduces the cooling capacity of the refrigerant, both of which reduce efficiency.
Another method for flash gas suppression is to use a liquid refrigerant substantially above its boiling point.
Cooling to the lower temperature. As shown in FIG. 1, the subcooling unit 40
Used on line 22 for this purpose. However, the supercooling unit is added.
Demands additional machinery and power, increases equipment and operating costs and
Reduce the production efficiency.
Another method for controlling cooling system operation is US Pat. No. 3,7 to English.
42,726, U.S. Pat. No. 4,068,494 to Kramer, to Osborne
US Pat. No. 3,589,140 and US Pat. No. 3,988,904 to Ross
Is taught in the book. Ross, for example, increases the pressure of gaseous refrigerant in the system.
Because of the large, it teaches the use of special or extra compressors. High pressure gas refrigerant
It is then used to force the liquid refrigerant through various parts of the system. By the way
But these
Each system is complex and large-scale new installations due to changes in existing systems.
Request equipment purchase. The expenses involved in purchasing and operating these methods are usually
-Too much burden on cost savings.
A more recent method of controlling flash gas formation in liquid lines is by R. Hyde.
U.S. Pat. No. 4,599,873. This method is shown in FIG.
Including the use of magnetically coupled centrifugal pumps arranged in liquid lines as described above. FIG.
Steam line 114, condenser 116, fan unit 118, liquid line 120, receiver
Device 122, pumps 124 and 125, liquid line 126, heat exchanger 128, liquid
Line 129, valve 130, line 131, control unit 132, evaporator 134, fan unit
138 and steam line 140 are shown. The purpose of this method is to reduce the ambient temperature.
By allowing the system condensing pressure and temperature to decrease when
It is to improve the stem efficiency. The liquid line is the condenser 116 or the receiver 122.
At the location where it exits the centrifugal pump 124, the use of compressor horsepower
Then, pressure is applied to the liquid line 126. Use a centrifugal pump to apply pressure
This method reduces the amount of flash gas that forms in the liquid line, but
Do not remove everything.
In addition, an examination of the centrifugal pump curve in FIG.
It can be seen that the pressure applied by the pump is reduced. By the way, pass through the liquid line
Refrigerant liquid
As body flow increases, pressure drop in the liquid line increases with velocity squared.
You. This combination of effects as shown in FIG.
Also only reduces flash gas formation during certain low flow conditions below.
The refrigerant flow increases under high load conditions and the pressure applied by the centrifugal pump increases
When it decreases, flash gas formation begins to increase again and system capacity is
This is lost when needed.
Another deficiency of the centrifugal pump operating method described above is that the centrifugal pump is placed in the liquid line itself.
Is to be done. If for some reason the centrifugal pump fails to work properly,
It becomes an obstacle to the refrigerant liquid flow and seriously impairs the operation of the cooling system.
I can.
By the way, the most serious deficiency of the above-mentioned centrifugal pump operating method is that the condenser 116 or
Is caused by the refrigerant condition at the outlet of receiver 122. In the system
The liquid refrigerant at this location is usually at or very close to the saturation point. Unfortunate
Minor pressure drop or any other caused by full condensation or pump suction
For some reason, any vapor that forms at the inlet of the centrifugal pump will
Cause cavitation or vapor lock and lose prime
You. This helps centrifugal pumps until the system is stopped and restarted.
Stall and greatly impair pump life and reliability. Cooling system
Depending on the operating conditions that change constantly
This can occur with considerable regularity.
Separate advances related to system optimization in the area of mechanical air conditioning and cooling
It is also taught by US Pat. No. 5,150,580 by R. Hyde. In FIG.
This advance illustrated is from the outlet of the centrifugal pump 124 in the liquid line 126,
The added pressure of the centrifugal pump 124 in the liquid line causes the compressor discharge via the conduit 136.
Includes some small amount of liquid refrigerant transfer injected into exit line 114. This liquid to the emission line
The purpose of the injection is to reduce the compressor discharge vapor temperature before the compressor discharge vapor reaches the condenser.
(Desuperheat), which reduces the condenser pressure and thus the compressor discharge pressure.
And. This advance is due to the fact that air conditioning systems work best and system pressures work best.
It is said to improve system efficiency at high ambient temperatures, when high.
By the way, at higher loads the system pressure increases and the refrigerant flow increases.
When increased, the increased refrigerant flow rate results in greater pressure loss through the condenser. When
At the same time, with this same increased flow rate, less pressure is applied to the liquid line 126.
It is added to the liquid by the centrifugal pump 124. Thus less
Liquid is bypassed through conduit 136 to the compressor discharge line and more low
Less superheat is removed when reduction is needed. And at some point
The pressure loss through the condenser is larger than the pressure added by the centrifugal pump.
And the effect is totally lost.
System efficiency improvement is constant regardless of the system configuration, refrigerant flow rate and steam volume.
Complete elimination of flash gas formation, if achieved on a reliable basis
Due to the stable pressure increase in the liquid line 126 and also the compressor discharge vapor
Provides a stable pressure increase in the liquid injection line 136 for sufficient reduction of temperature
There is still a need.
Moreover, the energy consumption of the compressor decreases as the condensing temperature decreases, so
To operate the system at the lowest possible condensation temperature / release pressure.
Is a separate requirement to reduce the condensation temperature, especially during high ambient temperature times.
Sex exists. This is to replace the conventional air-cooled condenser with a water-cooled condenser.
Was achieved more. The water-cooled condenser, when used as the first installation, is an air-cooled condenser.
Even more expensive and heavy than compactors. The use of water-cooled condensers
Includes water treatment and disposal issues. These weight, cost and water quality issues are
It is an even greater limitation when it is desired to replace a cold condenser with a water cooled condenser.
You. Develop a simple and effective way to convert air-cooled condensers to water-cooled condensers
The need exists at this time.
The purpose of the present invention is
1) Cooling through liquid lines without unnecessarily maintaining high system pressure
In the liquid line to suppress flash gas formation without interfering with the medium flow.
Pressure
Increase steadily and continuously,
2) Pressure the correct amount of liquid to maximize heat transfer in the condenser.
Reliable and constant injection into the compressor discharge line,
3) Constant and controlled and reliable regardless of system configuration or refrigerant flow
Improve the operating efficiency of compressor cooling and air conditioning systems on a positive basis,
4) Constant and controlled and reliable regardless of system configuration or refrigerant flow
The maximum cooling capacity of the cooling and air conditioning system on a flexible base
Do
5) Impair cooling capacity and efficiency regardless of system configuration or refrigerant flow rate
Economical and uninterrupted flash gas formation in cooling and air conditioning systems without
Suppress to,
6) Benefits of water cooled condensers without the problems of large weight, high cost and high water quality
Economically and reliably modified air-cooled condenser to achieve low head pressure operation
For the purpose of extending the benefits of the
Reduce power,
7) Reliable and controllable base regardless of system configuration or refrigerant flow rate.
In order to achieve the above objectives,
Provide
8) Some ability to release the load to match the load
Pumping to match the refrigerant flow in large cooling or air conditioning systems that have
To provide a method for automatically reducing the flow rate of a moving device,
9) The above-mentioned purpose is because of the installed pump operating mechanism or condenser cooling mechanism.
In case of disability, it must be satisfied in a way that does not harm the system,
9) In addition, the above-mentioned purpose is for pump operation because the liquid is at or near saturation.
Must be satisfactorily satisfied despite the presence of some vapor in the liquid at the dynamic array inlet
Not
10) Further, the above objective is to provide a wide range of system configurations found in the art.
Must be met in a way that can be adjusted to satisfy most of the.
The present invention suppresses flash gas formation regardless of system configuration or refrigerant flow rate.
And cooling or air conditioning systems that are operated in a manner that maximizes energy efficiency as much as possible.
Provide the stem.
The present invention eliminates the weight, cost and water quality issues associated with water cooled condensers.
In order to achieve the benefits of the water-cooled condenser, we will separately provide the improvement of the air-cooled condenser.
The above and other objects, features and advantages of the present invention will be described with reference to the accompanying drawings.
It will be readily understood from the detailed description of the preferred embodiment which follows.
3. SUMMARY OF THE INVENTION
As in Figure 5, parallel to the liquid lines of the cooling system
The use of positive displacement pumps magnetically coupled to drive motors arranged in various conduit arrays
The present invention requires. This parallel conduit arrangement is a further parallel pump and tube arrangement.
It also includes a pressure regulating valve that regulates the amount of pressure applied to the liquid line. In addition, the liquid line
A check valve is placed in the liquid line to maintain the pressure differential applied to the line. liquid
A constant predetermined pressure is applied to the liquid line regardless of changes in the body coolant flow rate.
This parallel tube arrangement is desirable to allow for Furthermore, the parallel tube arrangement is
Allows the system to operate without interruption of the liquid line in case of pump failure.
For the purpose of reducing the temperature of the compressor discharge vapor, the liquid line and the compressor discharge line are
A pump is added to the liquid injection line connected to the line. This pump compresses
In order to sufficiently reduce the temperature of the vapor discharged from the compressor, the liquid refrigerant flowing to the compressor discharge line
Guarantees a constant flow. The preferred method requires the use of a positive displacement pump, but
Any suitable method of operating the pump can be used.
Further, the pump described above can be controlled by a variable speed drive. Variable speed control
The mechanism is controlled by two (2) temperature sensors. One temperature sensor is the condenser
It is located on the side of the condenser for sensing the saturation temperature of the refrigerant. The other temperature sensor
Is located downstream of the liquid injection point into the compressor discharge line for sensing the amount of heat in the discharge line.
Is located at the condenser inlet. Placed on the liquid injection line, the pump speed is compressed
Optimized for condensers regardless of the amount of superheat or refrigerant flow present in the steam discharged from the condenser.
Just the right amount of discharge to adequately reduce the compressor discharge vapor temperature for heat transfer.
Mounted variable speed drive with sensed temperature difference to provide liquid injection into the exit line.
It is changed by the dynamic mechanism.
In addition, the present invention provides a finely tuned vaporization that rapidly evaporates as it enters the condenser input air stream.
It requires the use of a precisely controlled ultrasonic atomizer due to the generation of splashes. Fine
Clear water mist is due to the reduction of condenser input air temperature by evaporation of mist and
Wet the condenser winding surface without creating any excess that would dry up the compressor
To be controlled. The purpose of the mist is to bring the condenser input air temperature to the wet bulb temperature.
To reduce the condensing temperature / pressure of the system.
4. Description of the drawings
FIG. 1 is a schematic diagram of a typical cooling system as described above.
FIG. 2 shows a cooling system including the prior art as described above including liquid injection for temperature reduction.
It is a schematic diagram of a stem.
FIG. 3 is a typical centrifugal pump curve diagram illustrating the relationship between applied pressure and flow rate.
FIG. 4 shows the relationship between the pressure loss and the flow rate through the pipe system with the centrifugal pump curve superimposed.
It is a figure which shows a relationship.
FIG. 5 is a schematic diagram of a cooling system including the present invention.
FIG. 6 shows a displacement pump, a pressure difference adjusting valve and a displacement pump according to the present invention.
FIG. 5 is a detailed view of a parallel tube arrangement with check valves.
FIG. 7 illustrates the preferred application of pressure to the liquid injection line including the preferred control method of choice.
It is a detailed view of a bad method.
FIG. 8 shows how to match a change in the refrigerant flow rate in a large system having an unload capability.
FIG. 5 is a diagram of a dual pump actuation arrangement used for
FIG. 9 shows an ultrasonic atomization arrangement in the condenser input air stream of a previously air cooled condenser.
FIG.
FIG. 10 is an exploded view of the preferred embodiment of the pumps of the present invention.
5. Detailed Description of the Preferred Embodiment
Referring to FIG. 5, a closed circuit compression cooling system defines a closed loop refrigerant circuit.
Compressor 10, condenser 11 and optional receiver 12 connected in series by a conduit
, Expansion valve 14 and evaporator 15. The refrigerant gas is compressed by the compressor unit 10.
It is compressed and routed through the discharge line 20 to the condenser 11. Fan 31
Helps dissipate heat from the condenser 11. Another fan 32 is liquid cooling in the evaporator 15.
Helps evaporation of the medium. The compressor 10 receives warm refrigerant vapor of pressure P1 and
It is compressed and its pressure is increased to a higher pressure P2. Refrigerant to be compressed
Cool the gas and condense it into a liquid at reduced pressure P3. Received by the system
If the vessel is present, the liquefied refrigerant will pass from the condenser 11 through line 21 to the receiver 1.
Flow to 2. If the system has no receiver, condensed refrigerant
Flows directly to the liquid line 22. The receiver 12 sequentially discharges the liquid refrigerant to the liquid line 22.
You.
FIG. 6 shows a liquid line driven by an electric motor 42 which is magnetically coupled to the pump head.
A receiver or condenser to pressurize the liquid refrigerant in line 22 to an increased pressure P4.
Displacement pump positioned in conduit arrangement 60 parallel to liquid line 22 at outlet
41 is illustrated. This parallel tube arrangement 60 is also independent of the refrigerant flow rate or vapor volume.
A check valve arranged as shown in FIG. 6 to provide a constant additional pressure (P4-P3).
A main valve 46 and a pressure difference adjusting valve 45 are included. Maintaining pressure difference between line 22 and line 23
Therefore, the check valve 47 is added to the liquid line 22 (see FIG. 7). Adjustable pressure
The regulating valve 45 also has an odor for the exact matching with the required pressure difference or for the added pressure difference.
Can be used to facilitate changes that may be needed. Pressure of regulating valve 45 (Fig. 6)
The difference determines the amount of pressure applied to the system. Using different pressure differential valves
Different systems by adjusting the valve to a specific pressure depending on or as needed
A different amount of pressure may be applied to the liquid line 22 depending on the configuration. System style
As the amount changes in conduit 22, more or less refrigerant flow is leveled.
Flow through row conduit 22a (FIG. 6) and pressure regulating valve 45 and into parallel tube array 60.
And the flow of refrigerant from within the parallel tube array 60 is consistent with the flow rate through conduits 22 and 23.
And the pressure difference (P4-P3) remains constant.
The liquid refrigerant flows from the parallel tube array 60 to the liquid line 23 (FIG. 7). Compressor discharge steam
Some of the liquid refrigerant is forced through conduit 25 and pump 43 to reduce the air temperature.
It flows to the compressor discharge line 20. Pump 43 is controlled by variable speed drive 44
It is preferably a positive displacement pump. The pump speed is measured by the temperature sensor 49 (bulb).
As is known, the refrigerant condensation temperature in the condenser 11 and the temperature sensing element 48 are sensed.
It is determined by the temperature difference between the temperature of the superheated refrigerant in the line 20 and the like.
The remainder of the liquid refrigerant from the parallel tube array 60 is through the line and with optional countercurrent heat.
Flow to thermostatic expansion valve 14 through an exchanger (not shown). Thermostat
The expansion valve 14 expands the liquid refrigerant into the evaporator 15 and brings the refrigerant pressure up to near P1.
Reduce. The refrigerant flow through the valve 14 is distributed in the line 24 at the output of the evaporator 15.
It is controlled by a stationary temperature sensing sphere 16. Controls the flow rate of refrigerant through valve 14.
Capillary 30 causes sensing bulb 16 to valve 14 in order to match the load on evaporator 15.
Connecting. The expansion cold tofu passes through the evaporator 15 and is cooled with the help of a fan 32.
Absorbs heat from the area. Expanded and warmed steam is line 2 at pressure P1
Return to compressor 10 through 4 and cycle repeated.
The pump 41 and the pressure adjusting tube arrangement 60 are provided at the outlet of the receiver 12 or the condenser 11.
It is preferable to place them as close together as possible, and without purchasing large amounts of new equipment.
Existing
Can be easily installed in the system. The pump 41 is in the liquid line 23 (FIG. 7).
Liquid cooled by how much pressure is needed for the removal of flash gas formed
The capacity must be sufficient to increase the medium pressure P3. Pump is even more wire
A constant pressure in line 22 despite the presence of some vapor in the incoming liquid refrigerant.
It must be possible to add force to a liquid line. Pressure regulating valve arranged in parallel tube arrangement 60
And displacement pumps provide this capacity most effectively, economically and reliably
I do.
Pump 41 further includes variable cooling from valve 14 including conditions where valve 14 is closed.
It must be possible to apply a constant pressure to the liquid line under the conditions of medium release rate.
In systems where the refrigerant flow rate changes significantly, the pump operating arrangements will be similar in amount.
Must be able to change the flow rate of. In these cases, the double pump of FIG.
A working arrangement is used. The dual-pump operating arrangement consists of two ports with pipes installed in parallel.
Pump, single speed, dual speed or variable speed motor and refrigerant circuit
One or both pump speeds can be adjusted to match the refrigerant flow rate at
Each pump has a control mechanism. This dual pump operating arrangement has a
System with compressor or combined compressor with unload capability for voluntary reduction
Standardly used in. The dual pump actuation arrangement controls the compressor load
To adjust the pump or pump speed for conformance and therefore the refrigerant flow.
Me
Tackle the system control of.
During higher outer ambient temperature conditions, the ultrasonic atomizer as shown in FIG.
Each time it will be activated by an adjustable temperature controller. Atomizer is vaporized
In order to simulate the performance of the condenser, the temperature of the air supplied to the condenser of the conventional air-cooled condenser is changed to the dry bulb temperature.
To wet-bulb temperature. This reduction in input air temperature is due to the reduced condensation.
Compressor energy consumption during high outside ambient conditions, resulting in compressor temperature / pressure
Will be reduced.
Referring to FIG. 5, the compressor 10 compresses the refrigerant vapor and the refrigerant vapor continues to be released.
Go through the line 20 to the condenser 11. In the condenser 11, at pressure P2
Heat is removed and steamed by the use of ambient air or water flow across the heat exchanger.
The gas is liquefied. In the condenser 11, the temperature and pressure levels are
With ambient air temperature or with water temperature in water cooling systems
Allowed to rock to the minimum condensing pressure / temperature previously set to approximately 95 ° F
It is. The minimum condensing temperature set before this is the flash gas formation in the liquid line 22.
Necessary to prevent the Previously set minimum value reduces heat transfer from the condenser
Is maintained by reducing the air or water flow across the heat exchanger of condenser 11 due to
. Further reducing the condensing temperature can be done in two ways:
1) The lower pressure differential of the compressor 10 isc= 1 + C-
C*(V1/ V2) {Where VcIs the volumetric efficiency, C is the compressor clearance ratio, and V is1Is compressed
Specific volume of refrigerant vapor at the beginning, V2Is the ratio of the refrigerant vapor at the end of compression
Increase the volumetric efficiency of the compressor according to
2) Lower liquid refrigerant temperature at the condenser outlet will result in greater cooling at the evaporator
Increasing the effect increases system efficiency.
Prior to this, the negative effect of reducing the condensation temperature below the minimum setting is
Flash gas formation in the liquid line 23 (FIG. 7).
Reduced the net cooling effect of the evaporator 15 as it passed through the expansion valve 14. Net result
The result was that the energy consumption per unit time was reduced by the compressor.
Time-consuming concomitant system shrinking capacity results in no net energy savings
.
When the refrigerant or air conditioning system is modified with the present invention as in FIG.
Condensation temperature and pressure are added to the liquid line by the pump 41 and parallel tube arrangement.
The pressure can be significantly reduced without the above mentioned capacity loss. Used for cooling the condenser
When the ambient air temperature or water temperature used decreases, the compressor efficiency increases and the evaporation
Capacity increases. Because flash gas is allowed to form in the liquid line.
Because it is not accepted. Cold operating all year round and available refrigerator ambient temperature
This is a rejection system
Most beneficial.
When the ambient air temperature or cooling water temperature increases, cooling or air conditioning system condensation
Condensation temperature and pressure are also increased and efficiency is reduced. Air conditioning and cooling systems are the best
To improve efficiency at these high ambient conditions at or near high volumes
First, the liquid refrigerant is bypassed from the liquid line 23 (FIG. 7) to the compressor discharge line 20.
There is some amount of pressure loss as the refrigerant passes through the condenser 11,
Since the force P3 becomes lower than the inlet pressure P2, the force from the liquid line 23 to the discharge line 20 is increased.
A pump is needed to apply sufficient pressure to ensure liquid flow.
You. The preferred method is a temperature between the superheated compressor discharge vapor temperature T2 and the condensation temperature T3.
Uses displacement pump controlled by differential and driven by variable speed drive
It is to be. When the temperature difference becomes large, the variable speed drive unit
Will allow the displacement pump to pump more liquid into the discharge line 20.
Would. When the superheat temperature and the condensing temperature are the same, the refrigerant vapor entering the condenser is at the saturation point.
The displacement pump speed is set to a preset speed to maintain the conditions.
And will stabilize.
This method of suppressing the amount of superheat is because the refrigerant vapor enters the condenser in a saturated state and heat is transferred.
To ensure that the efficiency of the condenser is optimized. Of the present invention
This part is most beneficial at higher ambient temperatures.
In addition, a method to further improve the efficiency of air-cooled condensers at high ambient temperatures is
Use of the above ultrasonic atomizer to reduce air temperature from dry-bulb temperature to wet-bulb temperature
It is due to. The ultrasonic atomizer is used to simulate the performance of the evaporation generation condenser,
The micron-sized controlled mist is distributed to the input air stream of the previously air-cooled condenser.
Like. This amount of mist is sufficient to saturate the incoming air flow.
For distribution, condenser load, input air temperature and / or wet bulb temperature drop
It will be changed. This is another feature currently associated with evaporative generation condensers.
No need for water pump, drain pan, sump, water treatment or blowdown
, To realize the benefits of reducing the input air temperature from dry-bulb temperature to wet-bulb temperature.
Would.
Referring to FIG. 10, the pump of the present invention includes an external driving magnet 200 and a stationary cup.
201 and an O-ring sealing member 202. The pump has an internal drive magnet 203,
A trochanter assembly 204 and vanes 205 are separately included. Pump is a separate O-ring sealing member
206 and a brass head member 207 are separately included.
When both parts of the present invention are brought together, both parts are exposed to all operating conditions and temperatures.
Improves system performance and efficiency over a range.
A magnetically coupled rotary vane pump as a displacement pump for pumping refrigerant.
Use is surprisingly effective
And was found to have a surprisingly long life. The blade is installed properly
Once worn and to the extent that it is sealed, the subsequent wear is almost negligible.
This finding was based on a positive displacement pump for pumping refrigerant in an incompressible refrigeration cycle.
This leads to a very effective use of the magnetically coupled rotary vane pump as a pump. This application is
, A compressor type refrigeration cycle (preferably having the aid of the invention) has a low energy
Used to store the refrigerant (for example in the form of ice) during the cost period
Is especially effective when the compressor is shut down during peak energy cost periods.
You. To cool the air-conditioned space during the peak energy cost period, during the peak period,
The magnetically coupled rotary vane pump of the present invention uses a similar refrigerant and a similar conduit through ice-like substances.
And through similar cooling windings (evaporator).
Another aspect of the invention is the use of starting torque control means for a positive displacement pump.
. Typically, a displacement pump is located in the liquid line of an air conditioning or cooling system.
When driven, the electric motor that drives it is activated when the compressor is activated
. When the pump head is full of refrigerant during startup (this is the normal case)
), This creates two problems. First, the pump is adding pressure to the liquid.
During this time, excessive torque is required to bring speed to the pump head. No.
2, the rapid acceleration of the pump rotor causes a temporary but
It causes serious cavitation.
The solution to both problems is to slowly bring the motor and pump up to operating speed.
It is to lift. This is achieved by using a device called a "soft starter"
Can be achieved. This device allows the motor to run for 1 second or longer, depending on its design.
Bring the motor to full speed over a period of time.
At normal start-up, a standard electric motor will run from 0 R.P.M.
Move to PEED 3450R.P.M. If such a motor is almost saturated and filled with liquid,
When coupled to a positive displacement pump, this will eliminate excess torque demand and cavitation.
Invite. If the motor and pump head acceleration is preferably 2 seconds and 8 seconds, for example
If it is slowed to reach speed during
The problem of rotation is avoided.
Acceleration changes during start-up are several means:
1. Using an induction coil in series with an electric motor,
2. The motor to give a lower starting torque and therefore a slower starting speed
Redesigning the winding, or
3. Separate "soft-start" electronics that vary the voltage to a standard motor
Mounting on a motor,
Achieved by
Although the present invention has been described with respect to its preferred embodiments,
Also, those skilled in the art can make various minor modifications without departing from the technical idea of the present invention.
And it will be apparent that modifications are possible. These changes and modifications are described below.
It should be included within the scope of the technical idea of the present invention described in the claims.
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フロントページの続き
(81)指定国 ＥＰ(ＡＴ，ＢＥ，ＣＨ，ＤＥ，
ＤＫ，ＥＳ，ＦＲ，ＧＢ，ＧＲ，ＩＥ，ＩＴ，ＬＵ，Ｍ
Ｃ，ＮＬ，ＰＴ，ＳＥ)，ＯＡ(ＢＦ，ＢＪ，ＣＦ，ＣＧ
，ＣＩ，ＣＭ，ＧＡ，ＧＮ，ＭＬ，ＭＲ，ＮＥ，ＳＮ，
ＴＤ，ＴＧ)，ＡＰ(ＫＥ，ＭＷ，ＳＤ，ＳＺ)，ＡＭ，
ＡＴ，ＡＵ，ＢＢ，ＢＧ，ＢＲ，ＢＹ，ＣＡ，ＣＨ，Ｃ
Ｎ，ＣＺ，ＤＥ，ＤＫ，ＥＥ，ＥＳ，ＦＩ，ＧＢ，ＧＥ
，ＨＵ，ＪＰ，ＫＥ，ＫＧ，ＫＰ，ＫＲ，ＫＺ，ＬＫ，
ＬＲ，ＬＴ，ＬＵ，ＬＶ，ＭＤ，ＭＧ，ＭＮ，ＭＷ，Ｎ
Ｌ，ＮＯ，ＮＺ，ＰＬ，ＰＴ，ＲＯ，ＲＵ，ＳＤ，ＳＥ
，ＳＩ，ＳＫ，ＴＪ，ＴＴ，ＵＡ，ＵＳ，ＵＺ，ＶＮ
【要約の続き】
黄銅ヘッド部材(207)を含む。────────────────────────────────────────────────── ───
Continuation of front page
(81) Designated countries EP (AT, BE, CH, DE,
DK, ES, FR, GB, GR, IE, IT, LU, M
C, NL, PT, SE), OA (BF, BJ, CF, CG
, CI, CM, GA, GN, ML, MR, NE, SN,
TD, TG), AP (KE, MW, SD, SZ), AM,
AT, AU, BB, BG, BR, BY, CA, CH, C
N, CZ, DE, DK, EE, ES, FI, GB, GE
, HU, JP, KE, KG, KP, KR, KZ, LK,
LR, LT, LU, LV, MD, MG, MN, MW, N
L, NO, NZ, PL, PT, RO, RU, SD, SE
, SI, SK, TJ, TT, UA, US, UZ, VN
[Continued summary]
Includes a brass head member (207).